某商用車動力總成懸置優化分析

趙莉，王波，王劭斌

某商用車動力總成懸置優化分析

趙莉，王波，王劭斌

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

以國產某車型動力總成懸置為對象，在原設計方案剛體模態分析結果和支架強度分析結果均不滿足要求的情況下，從懸置剛度和懸置支架兩個方面進行優化設計：用能量解耦法，以動力總成懸置剛度為變量，借助MTLAB進行動力總成懸置系統固有頻率和解耦率的優化；在HyperMesh中建立該懸置支架的有限元分析模型，利用FEMFAT計算出該支架的最小靜態安全因子，并對支架進行結構改進分析。

動力總成懸置；模態分析；強度分析；剛度優化；結構優化

前言

動力總成懸置是連接動力總成與車架的結構，它在整車上主要起到支撐動力總成、減少動力總成的振動對整車的影響和限制動力總成的抖動量的作用。如果懸置元件設計不當，會導致振動得不到良好控制，引起車上其他零件產生振動和噪聲，不僅會損壞汽車的零部件還會影響汽車的操縱穩定性和平順性，從而影響駕乘人員的駕乘舒適性，縮短汽車的使用壽命。

懸置原件的剛度阻尼等特性和其結構形式及決定了動力總成懸置對振動的控制，而動力總成懸置支架則起到了支撐動力總成的作用。本文以某商用車動力總成懸置為例，針對原設計方案固有頻率和解耦率以及懸置支架強度不滿足設計要求的情況，從懸置剛度優化和后懸置支架結構優化兩方面進行論述。

1 動力學模型的建立和分析

由于一般動力總成懸置系統的固有頻率都在30Hz以下，遠低于動力總成的最低階彈性彎曲的振動模態頻率，所以在進行動力總成懸置系統隔振分析時通常將動力總成視為剛體；對于懸置軟墊，采用帶有X、Y、Z三方向剛度的Bushing單元模擬。根據以上模型分析以及設計人員提供的數模和相關輸入參數，包括該動力總成質量、質心位置、轉動慣量、懸置位置、懸置軟墊的剛度，在Adams/View中建立整車坐標系下的該動力總成懸置系統的6自由度模型，計算該系統的固有頻率和各階能量分布情況。

該剛體模態計算結果中，動力總成懸置固有頻率的最小頻率間隔為0.23，Rz方向解耦率為75.15%，隔振效果不理想，不滿足設計要求，下面對該動力總成懸置進行優化。

2 動力總成懸置系統解耦優化

在考慮到發動機的基本參數、懸置位置、布置方式等已經確定的前提下，本文選擇在Matlab中用能量解耦的方法對懸置剛度進行優化，因為它可以在原坐標系上對系統解耦，并且僅需對系統進行自由振動分析便可得到剛體模態參數。

首先編寫供Matlab程序讀入的輸入參數表，包括發動機的輸入參數：質量、質心、轉動慣量、懸置位置、懸置剛度以及優化的約束條件：各階模態最大頻率、最小頻率、最小頻率間隔以及各振動方向最小解耦率，設計變量設定為前、后懸置剛度在原剛度值的50%~200%范圍內的等比例縮放。在Matlab中用調用以上參數，用能量解耦法編制優化程序并以表格的形式輸出計算結果。

空間彈性剛體6自由度振動微分方程的矩陣表達如下：

式中：——慣性矩陣；

——剛度矩陣；

——整車坐標系下系統的廣義坐標

——沿方向的位移

-1的特征值是系統圓頻率的平方，特征向量是系統的固有振型。系統的固有頻率為：

式中：——系統的固有頻率，Hz；

——圓頻率，rad/s。

利用得到的懸置系統的6階固有模態，通過振型得到懸置系統的能量分布。根據系統的慣性矩陣和剛度矩陣，當系統以第階固有頻率振動時，第個廣義坐標所占的能量百分比（D）如下：

式中：?，?——第階主振型的第個、第個元素；

m———質量矩陣第行、列元素。

優化后得到滿足優化目標的剛度組合及對應的模態結果，選取合適的剛度組合，并在Adams多體模型中進行驗證分析，懸置系統的最小頻率間隔為0.62Hz，最小解耦率為83.70%，較優化前有了很大的改善，滿足了隔振的要求。

3 發動機懸置支架強度分析

根據整車數模及懸置布置，在Hypermesh中建立該發動機懸置的有限元模型，如圖1。模型包括劃分好網格的發動機懸置支架，支架材料參數，在動力總成質心處建立Mass單元，四個懸置軟墊分別用放開X方向自由度并賦予X方向懸置剛度、放開Y方向自由度并賦予Y方向懸置剛度、放開Z向自由度并賦予Z向懸置剛度的3個spring單元模擬，約束懸置支架與車架相連處的所有自由度，建立最惡劣工況。

在Hypermesh中建立模型好有限元模型并加載工況進行強度計算后，在Femfat軟件中對懸置支架進行最小靜態安全因子計算，計算結果如圖1所示。

圖1

4 發動機懸置支架結構優化

由計算結果可知，該懸置后支架的最小靜態安全因子為1.427，不滿足設計靜態安全因子>2的要求，而支架強度較弱的地方主要集中在中間筋部位，故對中間筋部位進行了加強，改進后的結構如圖2所示。

圖2 改進前后支架結構對比

對改進后的支架再次用同樣的加載方式和計算方法進行計算，得到最小靜態安全因子為2.25，滿足了強度要求。

圖3 改進后支架最小靜態安全因子

從優化前后的最小靜態安全因子的計算結果可以看出，在對該支架的中間筋部分進行加強設計后，支架的強度有了一定提高，滿足了懸置支架的強度要求。

5 結論

本文從剛度優化和支架結構優化兩方面出發，對某車型動力總成懸置系統進行了優化設計，達到了良好的效果。

[1] 王冬冬,張鵬,古曉楊.某車型動力總成懸置系統解耦優化[J].汽車工程師,2017（8）:39-41.

[2]王天利,孫營,田永義.基于能量解耦的汽車動力總成懸置系統優化[J].機械設計與制造,2006(7):31-33.

Optimization analysis of powertrain mounting for a commercial vehicle

Zhao Li, Wang Bo, Wang Shaobin

( Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd, Shaanxi Xi'an 710200 )

Taking the powertrain mounting of a domestic vehicle as the object of study, under the condition that the rigid body modal analysis results and bracket strength analysis results of the original design scheme do not meet the design requirements, the optimization design is carried out from two aspects of mounting stiffness and bracket strength. Optimiza tion of natural frequency and decoupling rate of powertrain mounting system with energy decoupling method and powertrain mounting stiffness as variables by MATLAB. The finite element analysis model of the suspension bracket is established in HyperMesh. The minimum static safety factor of the support is calculated by using FEMFAT, structural improvement analysis of the bracket is also carried out.

powertrain mount; modal analysis; strength analysis; stiffness optimization; structural optimization

U467

B

1671-7988(2019)18-163-02

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趙莉，就職于陜西重型汽車有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.18.054